CN111734809A - 一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法 - Google Patents

一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法 Download PDF

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Abstract

本发明公开了一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法，包括输入机构、泵控马达机构、奇数档传动机构、偶数档传动机构、输出机构和中间轴，所述输入机构与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与泵控马达机构输入端连接；所述泵控马达机构的输出端通过中间轴与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与输出机构连接；通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构和输出机构之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换。有益效果：本发明能够满足多工况作业要求和能量管理目标；减轻车辆换挡时的冲击，实现多段高效无级变速；提高了传动装置的能量利用率；优化变速传动系统换挡品质。

Description

一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法
技术领域
本发明涉及传动装置及其控制方法，特别涉及一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法，属于车辆传动技术领域。
背景技术
采用双离合变速传动装置的优势在于联合控制奇数档和偶数档档位切换执行机构的换挡时序，减轻车辆换挡时的冲击。虽然双离合变速传动装置传动效率高，但难以实现真正意义上的无动力换挡，对于复杂的作业工况较难完全适应。双离合器动力传动装置归根到底属于机械传动形式，其与液压传动相结合形成的机液复合传动装置能够实现高效无级变速。液压传动效率较低，但具有低速大转矩的工作特性。设计一款采用液压传动模式用于起步工况，机液传动模式用于作业工况，机械传动模式用于运输工况的液压机械传动装置具有理论意义和实用价值。
工程车辆的发动机不仅给行走系统提供动力，还需给动力输出系统提供动力，而且后者需要的动力往往更大。是否分配给动力输出系统动力，分配给动力输出系统多少动力，如何保证动力分配系统的安全，成为此类工程车辆功率分配的难点，也是当前研究的热点。
现有液压机械传动装置未能兼具双离合变速和机液复合传动的双重功能，并且未能妥善处理传动装置中行走系统和动力输出系统的功率匹配问题。
发明内容
发明目的：针对现有技术中存在不足，本发明提供了一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法，本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液复合传动和双离合变速传动三种传动方式多个档位的切换。通过传动装置结构设计和功率分配相结合，合理分配给行走系统和动力输出系统的发动机动力，提高了传动装置的能量利用率。
技术方案：一种带双离合变速的液压机械传动装置，包括输入机构、泵控马达机构、奇数档传动机构、偶数档传动机构、输出机构和中间轴，所述输入机构与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与泵控马达机构输入端连接；所述泵控马达机构的输出端通过中间轴与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与输出机构连接；所述输入机构与泵控马达机构输入端之间设有离合器L0，所述泵控马达机构输出端与中间轴之间设有离合器L1和行走马达输出制动器B1，所述中间轴与输出机构之间设有离合器L2；
所述奇数档传动机构包括奇数档行星齿轮传动组件、奇数档离合器L3和奇数档换挡组件，所述奇数档行星齿轮传动组件包括奇数档行星齿轮太阳轮、奇数档行星齿轮行星架和奇数档行星齿轮齿圈，所述奇数档行星齿轮传动组件通过奇数档行星齿轮太阳轮与中间轴连接，所述奇数档行星齿轮传动组件通过奇数档行星齿轮齿圈与输入机构连接，所述奇数档行星齿轮行星架通过奇数档离合器L3与奇数档换挡组件连接，所述奇数档换挡组件与输出机构连接；所述奇数档换挡组件各档位与奇数档离合器L3之间分别设有档位离合器；
所述偶数档传动机构包括偶数档行星齿轮传动组件、偶数档离合器L7和偶数档换挡组件，所述偶数档行星齿轮传动组件包括偶数档行星齿轮太阳轮、偶数档行星齿轮行星架和偶数档行星齿轮齿圈，所述偶数档行星齿轮传动组件通过偶数档行星齿轮太阳轮与中间轴连接，所述偶数档行星齿轮传动组件通过偶数档行星齿轮行星架与输入机构连接，所述偶数档行星齿轮齿圈通过偶数档离合器L7与偶数档换挡组件连接，所述偶数档换挡组件与输出机构连接；所述偶数档换挡组件各档位与偶数档离合器L7之间分别设有档位离合器。
本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液传动和机械传动的模式切换，能够满足多工况作业要求和能量管理目标。
优选项，所述泵控马达机构包括变量泵P1、变量泵P2、先导溢流阀V1、溢流阀V2、三位四通阀V4、二位三通阀V5、行走马达M1和动力输出马达M2；所述变量泵P1的流量大于变量泵P2的流量；所述变量泵P1的旁通油路中设有先导溢流阀V1，所述变量泵P2的旁通油路中设有溢流阀V2，所述变量泵P2所在油路与先导溢流阀V1的控制油路连通；所述带先导溢流阀V1的变量泵P1所在油路与带溢流阀V2的变量泵P2所在油路并联后通过三位四通阀V4和二位三通阀V5与行走马达M1和动力输出马达M2连通。
优选项，通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构(1)和输出机构(5)之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换；
液压传动：当离合器L0、离合器L1和离合器L2接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时，动力通过泵控马达机构和中间轴传递至输出机构；
机械传动：当离合器L0、离合器L1和离合器L2分离，同时行走马达输出制动器B1接合时，动力通过相互并联的奇数档传动机构或偶数档传动机构传递至输出机构；
机液传动：当离合器L0和离合器L1接合，同时离合器L2和行走马达输出制动器B1分离时，动力经输入机构分为两路，一路经泵控马达机构至中间轴，另一路至奇数档传动机构：通过奇数档行星齿轮传动组件汇流后经奇数档离合器L3和奇数档换挡组件传递至输出机构；或者至偶数档传动机构：通过偶数档行星齿轮传动组件汇流后经偶数档离合器L7和偶数档换挡组件传递至输出机构。
一种带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，当三位四通阀V4处于左位并且二位三通阀V5处于右位时，行走马达M1单独接入油路，转向为正向；当三位四通阀V4处于右位并且二位三通阀V5处于右位时，行走马达M1单独接入油路，转向为反向；当三位四通阀V4处于左位并且二位三通阀V5处于左位时，行走马达M1与动力输出马达M2串联接入油路，转向为正向；当三位四通阀V4处于右位并且二位三通阀V5处于左位时，行走马达M1与动力输出马达M2串联接入油路，转向为反向。
优选项，所述奇数档换挡组件包括相互并联的Ⅰ档换挡组件、Ⅲ档换挡组件和倒Ⅰ档换挡组件，所述Ⅰ档换挡组件包括Ⅰ档离合器L4，Ⅲ档换挡组件包括Ⅲ档离合器L5，倒Ⅰ档换挡组件包括倒Ⅰ档离合器L6；所述偶数档换挡组件包括相互并联的Ⅱ档换挡组件、IV档换挡组件和倒Ⅱ档换挡组件，所述Ⅱ档换挡组件包括Ⅱ档离合器L8，所述IV档换挡组件包括IV档离合器L9，所述倒Ⅱ档换挡组件包括倒Ⅱ档离合器L10；
当机械传动F1(M)档或机液传动F1(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和Ⅰ档离合器L4，动力经奇数档离合器L3和Ⅰ档换挡组件至输出机构；
当机械传动F2(M)档或机液传动F2(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和Ⅱ档离合器L8，动力经偶数档离合器L7和Ⅱ档换挡组件至输出机构；
当机械传动F3(M)档或机液传动F3(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和Ⅲ档离合器L5，动力经奇数档离合器L3和Ⅲ档换挡组件至输出机构；
当机械传动F4(M)档或机液传动F4(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和IV档离合器L9，动力经偶数档离合器L7和IV档换挡组件至输出机构；
当机械传动R1(M)档或机液传动R1(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和倒Ⅰ档离合器L6，动力经奇数档离合器L3和倒Ⅰ档换挡组件至输出机构；
当机械传动R2(M)档或机液传动R2(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和倒Ⅱ档离合器L10，动力经偶数档离合器L7和倒Ⅱ档换挡组件至输出机构。
优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；待接合的档位离合器以待接合的前置离合器接合为前提，换挡过程不考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用；通过建立L8(27)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000031
式中：Δno为输出轴速度降(r/min)，
Figure BDA0002386962340000032
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nσmin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000041
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ω0为输出轴瞬时角速度((rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure BDA0002386962340000042
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表1所示的L8(27)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝8)，
Figure BDA0002386962340000044
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，A×B，A×C，B×C，D))；
表1 L8(27)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000043
Figure BDA0002386962340000051
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000052
极差：
Figure BDA0002386962340000053
1)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
2)根据各列的
Figure BDA0002386962340000054
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
3)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000055
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用时；通过建立L16(215)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000056
式中：Δno为输出轴速度降(r/min)，
Figure BDA0002386962340000057
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nomin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000058
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ωo为输出轴瞬时角速度(rad/a)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure BDA0002386962340000061
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表2所示的L16(215)正交试验及其极差分析表，表2中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”、“A×D”、“B×D”、“C×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝16)，
Figure BDA0002386962340000062
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D，B×D，C×D))；
表2 L16(215)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000063
Figure BDA0002386962340000071
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000072
极差：
Figure BDA0002386962340000073
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure BDA0002386962340000074
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000075
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用，同时考虑换挡原件切换时间的三个水平时；通过建立L27(313)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000076
式中：Δno为输出轴速度降(r/min)，
Figure BDA0002386962340000077
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nomin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000081
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ωo为输出轴瞬时角速度((rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure BDA0002386962340000082
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表3所示的L27(313)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡原件“提前”、“同时”和“延后”接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”和“A×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝27)，
Figure BDA0002386962340000083
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2，3)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D))；
表3 L27(313)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000084
Figure BDA0002386962340000091
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000092
极差：
Figure BDA0002386962340000093
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure BDA0002386962340000094
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000101
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
有益效果：本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液传动和机械传动的模式切换，能够满足多工况作业要求和能量管理目标；液压传动通过泵控马达机构可选择性地提供低压大流量泵或高压小流量泵单独或联合驱动行走马达和动力输出马达；机械传动通过双离合机械变速机构减轻车辆换挡时的冲击，机液传动通过行星齿轮机构实现多段高效无级变速；通过传动装置结构设计和功率分配相结合，合理分配给行走系统和动力输出系统的发动机动力，提高了传动装置的能量利用率；采用三种不同的正交分析法，解决不同精度的双离合变速传动系统换挡品质优化问题。
附图说明
图1为本发明的结构原理图；
图2为本发明的工作原理示意图；
图3为本发明模式切换元件接合状态表；
图4为本发明的调速特性示意图；
图5为本发明的行走马达单独正向传动工作原理图；
图6为本发明的行走马达和动力输出马达共同正向传动工作原理图；
图7为本发明的行走马达单独反向传动工作原理图；
图8为本发明的行走马达和动力输出马达共同反向传动工作原理图。
具体实施方式
下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。
如图1和2所示，一种带双离合变速的液压机械传动装置，包括输入机构1、泵控马达机构2、奇数档传动机构3、偶数档传动机构4、输出机构5和中间轴6，所述输入机构1与相互并联的奇数档传动机构3和偶数档传动机构4连接，同时与泵控马达机构2输入端连接；所述泵控马达机构2的输出端通过中间轴6与相互并联的奇数档传动机构3和偶数档传动机构4连接，同时与输出机构5连接；所述输入机构1与泵控马达机构2输入端之间设有离合器L0，所述泵控马达机构2输出端与中间轴6之间设有离合器L1和行走马达输出制动器B1，所述中间轴6与输出机构5之间设有离合器L2。
所述奇数档传动机构3包括奇数档行星齿轮传动组件31、奇数档离合器L3和奇数档换挡组件32，所述奇数档行星齿轮传动组件31包括奇数档行星齿轮太阳轮311、奇数档行星齿轮行星架312和奇数档行星齿轮齿圈313，所述奇数档行星齿轮传动组件31通过奇数档行星齿轮太阳轮311与中间轴6连接，所述奇数档行星齿轮传动组件31通过奇数档行星齿轮齿圈313与输入机构1连接，所述奇数档行星齿轮行星架312通过奇数档离合器L3与奇数档换挡组件32连接，所述奇数档换挡组件32与输出机构5连接；所述奇数档换挡组件32各档位与奇数档离合器L3之间分别设有档位离合器。
所述奇数档换挡组件32包括相互并联的Ⅰ档换挡组件321、Ⅲ档换挡组件322和倒Ⅰ档换挡组件323，所述Ⅰ档换挡组件321包括Ⅰ档离合器L4，Ⅲ档换挡组件322包括Ⅲ档离合器L5，倒Ⅰ档换挡组件323包括倒Ⅰ档离合器L6。
所述偶数档传动机构4包括偶数档行星齿轮传动组件41、偶数档离合器L7和偶数档换挡组件42，所述偶数档行星齿轮传动组件41包括偶数档行星齿轮太阳轮411、偶数档行星齿轮行星架412和偶数档行星齿轮齿圈413，所述偶数档行星齿轮传动组件41通过偶数档行星齿轮太阳轮411与中间轴6连接，所述偶数档行星齿轮传动组件41通过偶数档行星齿轮行星架412与输入机构1连接，所述偶数档行星齿轮齿圈413通过偶数档离合器L7与偶数档换挡组件42连接，所述偶数档换挡组件42与输出机构5连接；所述偶数档换挡组件42各档位与奇数档离合器L7之间分别设有档位离合器。
所述偶数档换挡组件42包括相互并联的Ⅱ档换挡组件421、IV档换挡组件422和倒Ⅱ档换挡组件423，所述Ⅱ档换挡组件421包括Ⅱ档离合器L8，所述IV档换挡组件422包括IV档离合器L9，所述倒Ⅱ档换挡组件423包括倒Ⅱ档离合器L10。
所述泵控马达机构2包括变量泵P121、变量泵P222、先导溢流阀V123、溢流阀V224、三位四通阀V425、二位三通阀V526、行走马达M127和动力输出马达M228；所述变量泵P121的流量大于变量泵P222的流量；所述变量泵P121的旁通油路中设有先导溢流阀V1(23)，所述变量泵P222的旁通油路中设有溢流阀V224，所述变量泵P222所在油路与先导溢流阀V123的控制油路连通；所述带先导溢流阀V123的变量泵P121所在油路与带溢流阀V224的变量泵P222所在油路并联后通过三位四通阀V425和二位三通阀V526与行走马达M127和动力输出马达M228连通。
如图3所示，一种带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构1和输出机构5之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换。
液压传动：当离合器L0、离合器L1和离合器L2接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时，动力通过泵控马达机构2和中间轴6传递至输出机构5。
机械传动：仅当奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动F1(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4传递至输出机构5；
仅当偶数档离合器L7、Ⅱ档离合器L8和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动F2(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L7、Ⅱ档离合器L8传递至输出机构5；
仅当奇数档离合器L3、Ⅲ档离合器L5和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动F3(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L3、Ⅲ档离合器L5传递至输出机构5；
仅当偶数档离合器L7、IV档离合器L9和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动F4(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L7、IV档离合器L9传递至输出机构5；
仅当奇数档离合器L3、倒Ⅰ档离合器L6和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动R1(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L3、倒Ⅰ档离合器L6传递至输出机构5；
仅当偶数档离合器L7、倒Ⅱ档离合器L10和行走马达输出制动器B1接合，同时其它离合器分离时为械传动R2(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L7、倒Ⅱ档离合器L10传递至输出机构5。
机液传动：仅当离合器L0、离合器L1、奇数档离合器L3和Ⅰ档离合器L4接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动F1(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L3和Ⅰ档离合器L4传递至输出机构5；
仅当离合器L0、离合器L1、偶数档离合器L7和Ⅱ档离合器L8接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动F2(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L7和Ⅱ档离合器L8传递至输出机构5；
仅当离合器L0、离合器L1、奇数档离合器L3和Ⅲ档离合器L5接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动F3(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L3和Ⅲ档离合器L5传递至输出机构5；
仅当离合器L0、离合器L1、偶数档离合器L7和IV档离合器L9接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动F4(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L7和IV档离合器L9传递至输出机构5；
仅当离合器L0、离合器L1、奇数档离合器L3和倒Ⅰ档离合器L6接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动R1(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L3和倒Ⅰ档离合器L6传递至输出机构5；
仅当离合器L0、离合器L1、偶数档离合器L7和倒Ⅱ档离合器L10接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时为机液传动R2(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L7和倒Ⅱ档离合器L10传递至输出机构5。
如图5所示，当三位四通阀V425处于左位并且二位三通阀V526处于右位时，行走马达M127单独接入油路，转向为正向。
如图6所示，当三位四通阀V425处于左位并且二位三通阀V526处于左位时，行走马达M127与动力输出马达M228串联接入油路，转向为正向。
如图7所示，当三位四通阀V425处于右位并且二位三通阀V526处于右位时，行走马达M127单独接入油路，转向为反向。
如图8所示，当三位四通阀V425处于右位并且二位三通阀V526处于左位时，行走马达M127与动力输出马达M228串联接入油路，转向为反向。
常规工况下，采用低压大流的变量泵P121和高压小流量的变量泵P222联合向三位四通阀V425供油，其压力由先导溢流阀V123调定，输出转速由变量泵P121和变量泵P222各自排量共同决定，在先导溢流阀V123调定压力下，可对动力输出马达M228和行走马达M127功率进行匹配，此时输出转速较快；极端工况下，泵控马达机构2内部压力递增，使得先导溢流阀V123卸荷，仅变量泵P222输出油液，在溢流阀V224调定压力下，可对动力输出马达M228和行走马达M127功率进行匹配，此时输出转速慢；也可分离离合器L1，使动力输出马达M228单独对外做功。
所述奇数档传动机构3与偶数档传动机构4切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；待接合的档位离合器以待接合的前置离合器接合为前提，换挡过程不考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用；通过建立L8(27)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，以减少换挡冲击。
以F1档切换到F2档为例，切换前，奇数档离合器L3和Ⅰ档离合器L4处于接合状态，偶数档离合器L7和Ⅱ档离合器L8处于分离状态；由于奇数档行星齿轮太阳轮311和偶数档行星齿轮太阳轮411啮合连接，切换后，可视为奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和偶数档离合器L7交互作用，Ⅱ档离合器L8与它们之间的交互作用可忽略，仅考虑前三项之间的交互作用。
具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000141
式中：Δno为输出轴速度降(r/min)，
Figure BDA0002386962340000142
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nomin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure BDA0002386962340000143
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ωo为输出轴瞬时角速度(rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure BDA0002386962340000144
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表1所示的L8(27)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L7、奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和Ⅱ档离合器L8，“A×B”、“A×C”、“B×C”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝8)，
Figure BDA0002386962340000151
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，A×B，A×C，B×C，D))；
表1 L8(27)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000152
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000153
极差：
Figure BDA0002386962340000154
4)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
5)根据各列的
Figure BDA0002386962340000155
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
6)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000156
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
仍以F1档切换到F2档为例，使用L8(27)正交分析时，忽略Ⅱ档离合器L8与奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和偶数档离合器L7的交互作用。在一般情况下，可满足工况要求，但在精密度要求较高时，可考虑Ⅱ档离合器L8与相关离合器的交互问题，通过建立L16(215)正交及极差分析表，控制各换挡机构时序，以减少换挡冲击。
步骤如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
2)建立如表2所示的L16(215)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L7、奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和Ⅱ档离合器L8，“A×B”、“A×C”、“B×C”、“A×D”、“B×D”、“C×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝16)，
Figure BDA0002386962340000161
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D，B×D，C×D))；
表2 L16(215)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000162
Figure BDA0002386962340000171
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000172
极差：
Figure BDA0002386962340000173
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure BDA0002386962340000174
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000175
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
仍以F1档切换到F2档为例，换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用，为进一步提高档位优化精度，同时考虑换挡原件切换时间的三个水平时；通过建立L27(313)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
2)建立如表3所示的L27(313)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡原件“提前”、“同时”和“延后”接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L7、奇数档离合器L3、Ⅰ档离合器L4和Ⅱ档离合器L8，“A×B”、“A×C”、“B×C”和“A×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝27)，
Figure BDA0002386962340000176
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2，3)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D))；
表3 L27(313)正交试验及其极差分析表
Figure BDA0002386962340000181
Figure BDA0002386962340000191
表中各表达式符号如下：
Figure BDA0002386962340000192
极差：
Figure BDA0002386962340000193
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure BDA0002386962340000194
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure BDA0002386962340000195
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
本发明所述的液压机械传动装置有三种模式14个档位切换过程，各档位切换如图3所示。
主要参数为：
i1i2＝i3i4＝1，
Figure BDA0002386962340000196
i7i8＝2，i9i13＝i14i18＝2.40，i10i13＝i15i18＝0.60，i11i12i13＝i16i17i18＝1.20，k1＝2.56，k2＝3.56。
各档位输出-输入关系为：
F(H)：no[F(H)]＝ene (1)
R(H)：no[F(H)]＝ene (2)
F1(HM)：
Figure BDA0002386962340000197
F2(HM)：
Figure BDA0002386962340000201
F3(HM)：
Figure BDA0002386962340000202
F4(HM)：
Figure BDA0002386962340000203
R1(HM)：
Figure BDA0002386962340000204
R2(HM)：
Figure BDA0002386962340000205
F1(M)：
Figure BDA0002386962340000206
F2(M)：
Figure BDA0002386962340000207
F3(M)：
Figure BDA0002386962340000208
F4(M)：
Figure BDA0002386962340000209
R1(M)：
Figure BDA00023869623400002010
R2(M)：
Figure BDA00023869623400002011
液压机械传动装置调速特性如图4所示。
正向调速时，采用液压档F(H)起步，当泵控马达机构排量比e＝0.363时，满足no＝0.363ne，可切换到机液Ⅰ档F1(HM)；机液Ⅰ档F1(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足no＝0.475ne，此时可切换到机液Ⅱ档F2(HM)；机液Ⅱ档F2(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-0.874时，满足no＝0.585ne，此时可切换到机液Ⅲ档F3(HM)；机液Ⅲ档F3(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足no＝1.901ne，此时可切换到机液Ⅲ档F4(HM)；机液IV档F4(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-1时，满足no＝2.369ne。
负向调速时，采用液压档R(H)起步，当泵控马达机构2的排量比e＝-0.444时，满足no＝-0.444ne，可切换到机液负Ⅰ档R1(HM)；机液负Ⅰ档R1(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足no＝-0.950ne，此时可切换到机液负Ⅱ档R2(HM)；机液负Ⅱ档R2(HM)输出转速no随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-1时，满足no＝-1.184ne。
采用低压大流量泵或高压小流量泵联合驱动时，泵控马达机构2的排量比e的范围要比e∈[-1，1]更宽，导致终端正、负向速度更大。
机械传动采用双离合机械变速模式，正向输出转速和输入转速关系依次为：no＝0.300ne、no＝0.534ne、no＝1.199ne和no＝2.135ne，负向输出转速和输入转速关系依次为：no＝-0.599ne和no＝-1.067ne。
机械传动采用双离合机械变速模式从低挡位切换到高档位时，涉及到四个离合器，包括奇数档离合器L3、偶数档离合器L7、1个奇数档离合器(Ⅰ档离合器L4、Ⅲ档离合器L5或倒Ⅰ档离合器L6)、1个偶数档离合器(Ⅱ档离合器L8、IV档离合器L9或倒Ⅱ档离合器L10)，且各离合器的接合和分离是彼此独立的，可采用无交互作用的三水平四因素正交分析表L9(34)进行分析。
所述实施例为本发明的优选的实施方式，但本发明并不限于上述实施方式，在不背离本发明的实质内容的情况下，本领域技术人员能够做出的任何显而易见的改进、替换或变型均属于本发明的保护范围。

Claims (8)

1.一种带双离合变速的液压机械传动装置，其特征在于：包括输入机构(1)、泵控马达机构(2)、奇数档传动机构(3)、偶数档传动机构(4)、输出机构(5)和中间轴(6)，所述输入机构(1)与相互并联的奇数档传动机构(3)和偶数档传动机构(4)连接，同时与泵控马达机构(2)输入端连接；所述泵控马达机构(2)的输出端通过中间轴(6)与相互并联的奇数档传动机构(3)和偶数档传动机构(4)连接，同时与输出机构(5)连接；所述输入机构(1)与泵控马达机构(2)输入端之间设有离合器L0，所述泵控马达机构(2)输出端与中间轴(6)之间设有离合器L1和行走马达输出制动器B1，所述中间轴(6)与输出机构(5)之间设有离合器L2；
所述奇数档传动机构(3)包括奇数档行星齿轮传动组件(31)、奇数档离合器L3和奇数档换挡组件(32)，所述奇数档行星齿轮传动组件(31)包括奇数档行星齿轮太阳轮(311)、奇数档行星齿轮行星架(312)和奇数档行星齿轮齿圈(313)，所述奇数档行星齿轮传动组件(31)通过奇数档行星齿轮太阳轮(311)与中间轴(6)连接，所述奇数档行星齿轮传动组件(31)通过奇数档行星齿轮齿圈(313)与输入机构(1)连接，所述奇数档行星齿轮行星架(312)通过奇数档离合器L3与奇数档换挡组件(32)连接，所述奇数档换挡组件(32)与输出机构(5)连接；所述奇数档换挡组件(32)各档位与奇数档离合器L3之间分别设有档位离合器；
所述偶数档传动机构(4)包括偶数档行星齿轮传动组件(41)、偶数档离合器L7和偶数档换挡组件(42)，所述偶数档行星齿轮传动组件(41)包括偶数档行星齿轮太阳轮(411)、偶数档行星齿轮行星架(412)和偶数档行星齿轮齿圈(413)，所述偶数档行星齿轮传动组件(41)通过偶数档行星齿轮太阳轮(411)与中间轴(6)连接，所述偶数档行星齿轮传动组件(41)通过偶数档行星齿轮行星架(412)与输入机构(1)连接，所述偶数档行星齿轮齿圈(413)通过偶数档离合器L7与偶数档换挡组件(42)连接，所述偶数档换挡组件(42)与输出机构(5)连接；所述偶数档换挡组件(42)各档位与偶数档离合器L7之间分别设有档位离合器。
2.根据权利要求1所述的带双离合变速的液压机械传动装置，其特征在于：所述泵控马达机构(2)包括变量泵P1(21)、变量泵P2(22)、先导溢流阀V1(23)、溢流阀V2(24)、三位四通阀V4(25)、二位三通阀V5(26)、行走马达M1(27)和动力输出马达M2(28)；所述变量泵P1(21)的流量大于变量泵P2(22)的流量；所述变量泵P1(21)的旁通油路中设有先导溢流阀V1(23)，所述变量泵P2(22)的旁通油路中设有溢流阀V2(24)，所述变量泵P2(22)所在油路与先导溢流阀V1(23)的控制油路连通；所述带先导溢流阀V1(23)的变量泵P1(21)所在油路与带溢流阀V2(24)的变量泵P2(22)所在油路并联后通过三位四通阀V4(25)和二位三通阀V5(26)与行走马达M1(27)和动力输出马达M2(28)连通。
3.根据权利要求2所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构(1)和输出机构(5)之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换；
液压传动：当离合器L0、离合器L1和离合器L2接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B1分离时，动力通过泵控马达机构(2)和中间轴(6)传递至输出机构(5)；
机械传动：当离合器L0、离合器L1和离合器L2分离，同时行走马达输出制动器B1接合时，动力通过相互并联的奇数档传动机构(3)或偶数档传动机构(4)传递至输出机构(5)；
机液传动：当离合器L0和离合器L1接合，同时离合器L2和行走马达输出制动器B1分离时，动力经输入机构(1)分为两路，一路经泵控马达机构(2)至中间轴(6)，另一路至奇数档传动机构(3)：通过奇数档行星齿轮传动组件(31)汇流后经奇数档离合器L3和奇数档换挡组件(32)传递至输出机构(5)；或者至偶数档传动机构(4)：通过偶数档行星齿轮传动组件(41)汇流后经偶数档离合器L7和偶数档换挡组件(42)传递至输出机构(5)。
4.根据权利要求3所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：当三位四通阀V4(25)处于左位并且二位三通阀V5(26)处于右位时，行走马达M1(27)单独接入油路，转向为正向；当三位四通阀V4(25)处于右位并且二位三通阀V5(26)处于右位时，行走马达M1(27)单独接入油路，转向为反向；当三位四通阀V4(25)处于左位并且二位三通阀V5(26)处于左位时，行走马达M1(27)与动力输出马达M2(28)串联接入油路，转向为正向；当三位四通阀V4(25)处于右位并且二位三通阀V5(26)处于左位时，行走马达M1(27)与动力输出马达M2(28)串联接入油路，转向为反向。
5.根据权利要求3所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：所述奇数档换挡组件(32)包括相互并联的I档换挡组件(321)、III档换挡组件(322)和倒I档换挡组件(323)，所述I档换挡组件(321)包括I档离合器L4，III档换挡组件(322)包括III档离合器L5，倒I档换挡组件(323)包括倒I档离合器L6；所述偶数档换挡组件(42)包括相互并联的II档换挡组件(421)、IV档换挡组件(422)和倒II档换挡组件(423)，所述II档换挡组件(421)包括II档离合器L8，所述IV档换挡组件(422)包括IV档离合器L9，所述倒II档换挡组件(423)包括倒II档离合器L10；
当机械传动F1(M)档或机液传动F1(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和I档离合器L4，动力经奇数档离合器L3和I档换挡组件(321)至输出机构(5)；
当机械传动F2(M)档或机液传动F2(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和II档离合器L8，动力经偶数档离合器L7和II档换挡组件(421)至输出机构(5)；
当机械传动F3(M)档或机液传动F3(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和III档离合器L5，动力经奇数档离合器L3和III档换挡组件(322)至输出机构(5)；
当机械传动F4(M)档或机液传动F4(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和IV档离合器L9，动力经偶数档离合器L7和IV档换挡组件(422)至输出机构(5)；
当机械传动R1(M)档或机液传动R1(HM)档时，仅接合奇数档离合器L3和倒I档离合器L6，动力经奇数档离合器L3和倒I档换挡组件(323)至输出机构(5)；
当机械传动R2(M)档或机液传动R2(HM)档时，仅接合偶数档离合器L7和倒II档离合器L10，动力经偶数档离合器L7和倒II档换挡组件(423)至输出机构(5)。
6.根据权利要求5所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：所述奇数档传动机构(3)与偶数档传动机构(4)切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；待接合的档位离合器以待接合的前置离合器接合为前提，换挡过程不考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用；通过建立L8(27)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000031
式中：Δn0为输出轴速度降(r/min)，
Figure FDA0002386962330000032
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nomin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000033
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ω0为输出轴瞬时角速度(rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure FDA0002386962330000034
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表1所示的L8(27)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝8)，
Figure FDA0002386962330000045
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，A×B，A×C，B×C，D))；
表1 L8(27)正交试验及其极差分析表
Figure FDA0002386962330000041
表中各表达式符号如下：
Figure FDA0002386962330000042
极差：
Figure FDA0002386962330000043
1)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
2)根据各列的
Figure FDA0002386962330000044
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
3)确定优化方案：
Figure FDA0002386962330000051
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
7.根据权利要求5所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：所述奇数档传动机构(3)与偶数档传动机构(4)切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用时；通过建立L16(215)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000052
式中：Δn0为输出轴速度降(r/min)，
Figure FDA0002386962330000053
为输出轴稳态输出转速(r/min)，n0min为输出轴最低输出转速(r/mm)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000054
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ω0为输出轴瞬时角速度(rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure FDA0002386962330000055
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表2所示的L16(215)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”、“A×D”、“B×D”、“C×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝16)，
Figure FDA0002386962330000064
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D，B×D，C×D))；
表2 L16(215)正交试验及其极差分析表
Figure FDA0002386962330000061
表中各表达式符号如下：
Figure FDA0002386962330000062
极差：
Figure FDA0002386962330000063
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure FDA0002386962330000071
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure FDA0002386962330000072
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
8.根据权利要求5所述的带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，其特征在于：所述奇数档传动机构(3)与偶数档传动机构(4)切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用，同时考虑换挡原件切换时间的三个水平时；通过建立L27(313)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：
1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；
输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000073
式中：Δn0为输出轴速度降(r/min)，
Figure FDA0002386962330000074
为输出轴稳态输出转速(r/min)，nomin为输出轴最低输出转速(r/min)；
输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：
Figure FDA0002386962330000075
式中：j为输出轴最大冲击度(m/s3)，ω0为输出轴瞬时角速度(rad/s)；
离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：
Figure FDA0002386962330000076
式中：WL/B为离合器/制动器滑摩功(J)，TL/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，ΔωL/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；
档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；
换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；
2)建立如表3所示的L27(313)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡原件“提前”、“同时”和“延后”接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”和“A×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝27)，
Figure FDA0002386962330000081
为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2，3)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D))；
表3 L27(313)正交试验及其极差分析表
Figure FDA0002386962330000082
Figure FDA0002386962330000091
表中各表达式符号如下：
Figure FDA0002386962330000092
极差：
Figure FDA0002386962330000093
3)根据各列的RF，确定各因子及交互作用的主次顺序；
4)根据各列的
Figure FDA0002386962330000094
并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；
5)确定优化方案：
Figure FDA0002386962330000095
式中，ξ为综合评价指标，ξk为单项评价指标，ξmin/ξmax为单项评价指标上/下限，λk为权重系数。
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